机电一体化毕业设计论文带式运输机传动装置设计蜗杆.docx
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机电一体化毕业设计论文带式运输机传动装置设计蜗杆
泸州职业技术学院
毕业论文
带式运输机传动装置设计(蜗杆)
学生姓名
所在系
机械工程系
班级
09级机电3班
专业
机电一体化
指导教师
2011年11月28日
指导教师评阅书
指导教师评语:
建议成绩:
□优□良□中□及格□不及格
(在所选等级前的□内画“√”)
指导教师:
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年月日
评阅教师评阅书
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年月日
教研室(或答辩小组)及教学系意见
教研室(或答辩小组)评语:
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□优□良□中□及格□不及格
(在所选等级前的□内画“√”)
教研室主任(或答辩小组组长):
(签名)
年月日
教学系意见:
系主任:
(签名)
年月日
摘要
随着机械行业的发展,机械行业已经发展到各个行业,机械行业的迅速发展为人类社会注入了力量。
从日常生活到航天从农用到军用机械产品所产生的利益链已遍布全世界的各个角落
无论多么先进的机械产品它都离不开传动。
正如同行业中把机械传动分为四大部分:
动力原件、执行原件、传动原件、操作控制原件。
可见机械传动是组成机械的必要条件。
本文将详细说明此机械传动的各个方面。
因为需要一个带式传动装置的设计需要运用到蜗轮蜗杆,需要在环境恶劣的条件下稳定的连续工作,维护时间少周期长所以必须保证机械不出现故障安全第一
首先从安全考虑,为了保证机械传动中不出现事故把主要的传动装置安装在箱体内,能保证安全的前提下还能起到保护零件。
关键字带式传动装置蜗轮蜗杆
第一章绪论
1.1论文背景
20世纪70-80年代,世界上减速器技术有了很大的发展,且与新技术革命的发展紧密结合。
目前用于传递动力与运动的机构中,减速机的应用范围相当广泛。
几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹,从交通工具的船舶、汽车、机车,建筑用的重型机具,机械工业所用的加工机具及自动化生产设备,到日常生活中常见的家电,钟表等等。
其应用从大动力的传输工作,到小负荷,精确的角度传输都可以见到减速机的应用,且在工业应用上,减速机具有减速及增加转矩功能。
因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。
减速器是一种相对精密的机械,使用它的目的是降低转速,增加转矩。
它的种类繁多,型号各异,不同种类有不同的用途。
减速器的种类繁多,按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器;按照传动级数不同可分为单级和多级减速器;按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥-圆柱齿轮减速器;按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。
1.2论文研究的意义
在现代化的各种工业企业中,我们常常用到输送机,在矿山的井下巷道矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中,广泛应用带式输送机。
古代中国的高转筒车和提水的翻车,是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形。
各种工业企业在没有输送机以前人们都是靠体力来工作,效率低、速度慢,而且极度消耗体力。
现在
输送机机身可以很方便的伸缩,设有储带仓,机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短,结构紧凑,可不设基础,直接在巷道底板上铺设,机架轻巧,拆装十分方便。
当输送能力和运距较大时,可配中间驱动装置来满足要求。
根据输送工艺的要求,可以单机输送,也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。
随着科学技术的飞速发展,输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响,不断完善,逐步由完成车间内部的输送,发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运,成为物料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。
这些特性大大减轻了人的劳动,通用性好,环境适应性强,也为个人和工厂生产节约了大量的时间。
1.3论文的主要内容
本论文的主要内容是如何设计带式运输机传动装置设计(蜗杆)
1.4本章小节
本章主要介绍了论文背景、论文研究的意义和主要内容,对减速器的优点及结构作了简要叙述,也对本设计的应用及概况进行了说明。
第二章传动装置的总体设计
2.1确定传动方案
(一)、设计题目:
带式运输机传动装置设计(蜗杆)
(二)、传动方案:
所选传动方案如下图所示:
1、电动机2、联轴器3、减速器4、联轴器5、传动带6、滚筒
(三)、原始数据:
已知条件
传动带工作拉力F/kN
传动带速度V(m/s)
滚筒直径D/mm
参数
5
1.6
500
(四)、工作条件与技术要求
使用折旧期:
8年;工作情况:
两班倒,连续单向运转,载荷较平稳;工作环境:
室内,灰尘较大,环境最高温度35℃;检修间隔期:
四年一大修,二年一中修,半年一小修;制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
2.2电动机的选择
1、电动机类型的选择
根据动力源和工作的条件,选用Y系列三相异步电机
2电动机功率的选择
工作机所需的有效功率为:
Pw=Fv/1000ηw=5000×1.6/1000×0.96=8.33Kw
其中ηw为工作机传动效率
为了计算电动机所需功率Pd,需确定传动效率η设各传动效率分别为η1(弹性联轴器)、η2(蜗杆传动)、η3(滚动轴承)、η4(圆柱齿轮传动)
η=η12×η2×η33×η42
η=0.992×0.80×0.983×0.97=0.716
电机所需的工作功率:
Pd=Pw/η=8.33/0.716=11.63KW
由表12-1选取电动机的额定功率为15kW
3、电动机转速的选择
选用常用同步转速1000r/min和1500r/min两种作对比:
工作转速nW=60×1000V/πD
=60000×1.6/3.14×500=61.14r/min
总传动比i=nm/nw,,其中nm为电动机的满载转速。
现将两种电动机有关数据列于下表比较:
型号
额定功率/kW
满载转速/(r/min)
同步转速
总传动带比
Y160L-4
15kW
1460
1500
23.87
Y180L-6
15
960
1000
15.7
由表可知Y160L-4的传动比过大,为了合理的分配传动比,提到传动效率决定选择Y180L-6
4、电动机型号的选择
根据电动机动率和同步转速,选定电动机型号为Y180L-6,查表17-1可知电动机的机座中心高为180mm,
2.3计算总传动比和分配各级传动比
现总传动比i=15.7,为了提高传动效率,低速级圆柱齿轮传动比可取i2=0.05i=0.05×15.7=0.78,则i1=i/i2=15.7/0.78=20.12
2.4计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速的计算
nm=960r/min
n1=nm=960r/min
n2=n1/i1=960/20.12=47.71r/min
n3=n2/i2=47.71/0.78=61.16r/min
n4=n3=61.16r/min
2、各轴输入功率计算
Pd=11.63Kw
P1=pdη1=11.63×0.99=11.51kW
P2=p1η2η3=11.51×0.80×0.98=9.02kW
P3=p2η3η4=9.02×0.98×0.97=8.57kW
P4=p3η1η3=8.57×0.99×0.98=8.31Kw
3、各轴的输入转矩计算
Td=9550pd/nm=9550×11.63/960N·m=115.69N·m
T1=9550p1/n1=9550×11.51/960N·m=114.50N·m
T2=9550p2/n2=9550×9.02/47.71N·m=1805.5N·m
T3=9550p3/n3=9550×8.57/61.16N·m=1338.18N·m
T4=9550p4/n4=9550×8.31/61.16N·m=1297.58N·m
将各轴的运动和动力参数列于下表:
编号
转速n/(r/min)
功率/Kw
转矩/N·m
0
960
11.63
115.69
1
960
11.51
114.50
2
47.71
9.02
1805.5
3
61.16
8.57
1338.18
4
61.16
8.31
1297.58
其中,传动比i1=20.12,i2=0.78
2.5小结
本章主要介绍了传动装置的设计,其中包括电动机的选择、传动比的分配及传动装置动力参数的计算
第三章齿轮的设计
3.1高速级涡轮蜗杆传动的设计计算
(1)选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。
(2)齿轮材料,热处理及精度
蜗杆:
45钢淬火,螺旋齿面要求淬火,淬火后硬度为45-55HRC
涡轮:
铸锡磷青铜ZCuSnIopl,金属模制造,齿芯用灰铸铁HT100
(3)按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳轻度,传动中心距为:
α≥KT2(ZεZρ/[σH])1/3
1)确定作用在涡轮上的转矩T2
按Z1=2,估取效率η=0.8,则
T2=9.55×106P2/n2=9.55×106Pη/(n1/i1)=9.55×106×4×0.8/960/20.03=637622N·mm
2)确定载荷系数K
取载荷分布不均系数Kβ=1;《机械设计》表11-5选取使用系数KΑ=1;由于转速不高,冲击不大,可取动载系数KV=1.05;则
K=KAKβKV=1×1×1.05
3)确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故ZE=160MPa½。
4)确定接触系数Zρ
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35,从《机械设计》图11-18中可查得Zρ=2.9.
5)确定许用接触应力[σH]
根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSnIopl,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度﹥45HRC,可从表《机械设计》表11-7中查得蜗杆的基本许用应力[σH]=268Mpa.
使用寿命Lh=300×8×8=19200h
应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×47.93×19200×5.52×107
寿命系数KHn=[107/5.52×107]1/8=0.8077
则[σH]=KHn·[σH]1=0.8077×268Mpa=216.46Mpa
6)计算中心距
a≥{1.05×637622×(160×2.9/216.46)2}1/3mm=145.438mm
取中心距a=160mm,因i1=20.12,从《机械设计》表11-2中取模数m=6.3mm,
蜗杆分度圆直径d1=63mm.这时d1/a=0.39,从《机械设计》图11-18中可查得接触系数Z1ρ=2.76,因为Z1ρ (4)蜗杆与蜗轮的主要设计参数于几何尺寸 1)蜗杆 轴向齿距Pa=πm=3.14×6.3=19.782mm 直径系数q=d1/m=63/6.3=10 齿顶圆直径da1=d1+2ha*×m=63+2×1×6.3=75.6mm 齿根圆直径df1=d1-2m(ha*+c*)=63-2×6.3×(1+0.2)=47.88mm 分度圆导程角γ=11°18′36″ 蜗杆轴向齿厚sa=πm=9.896mm 2)蜗轮 蜗轮齿数Z2=41;变位系数X2=-0.1032; 验算传动比i=Z2/Z1=41/2=20.5,这时传动比误差为(20.5-20.03)/20.03=0.025=2.3%是允许的。 蜗轮分度圆直径d2=mz2=6.3×41mm=258.3mm 蜗轮喉圆直径为: Da2=d2=2ha2=d2+2m(h*2+x2)=[258.3+2×6.3×(1-0.1032)]mm=269.6mm 蜗轮齿根圆直径为: Df2=d2-2m(ha*-x2+c*)=[258.3-2×6.3×(1+0.1.32+0.2)]mm=241.88mm 蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-1/2da2=(160-1/2×269.6)mm=25.2mm (5)校核齿根弯曲疲劳强度 σF=1.53KT2/d1d2m=YFa2Yβ≤[σF] 当量齿数zr2=z2/cos3γ=41/(cos11.31°)=43.48 根据x2=-0.1032,zr2=43.48,从《机械设计》图11-19中可查得齿形系数YFa2=2.46 螺旋角系数Yβ=1-(11.31°/140°)=0.9192 许用弯曲应力[σF]=[σF]¹·Km 从《机械设计》表11-8中查得由ZCuSnIopl制造的蜗轮的基本许用应力[σF]1=56Mpa KFN=(106/5.52×107)1/9=0.64 寿命系数[σF]=56×0.64Mpa=35.84Mpa σF=1.53×1.05×637622/63×258.3×6.3×2.46×0.9192Mpa=22.59Mpa 弯曲强度满足。 (6)验算效率η η=(0.95~0.96)tanγ/tan(γ+ψγ) 已知γ=11°18′36″=11.31°;ψγ=arctanfv;fv与相对滑动速度vs有关。 Vs=πd1n1/60×1000cosγ=π×63×960/60×1000cos11.31°=3.229m/s 从《机械设计》表11-18中用插值法查得fv=0.024、ψv=1.3667°;带入式中得η=0.849,大于原估计值,因此不用重算。 蜗杆速度v=πd1n/60×1000=π×63×960/60×1000=3.17m/s (7)校核蜗杆的齿面接触强度 对于青铜或铸铁蜗轮与铜蜗杆配对时材料弹性系数Ze=160MP2 接触系数Z′ρ=2.74 载荷系数K=1.05(载荷平稳) 蜗轮实际转矩T2=637622N·mm 许用接触应力[σH]=216.46Mpa 校核蜗轮齿面接触疲劳强度 σH=ZeZ′ρ(KT2/a3)½=160×2.74(1.05×637622/1603)½Mpa=177.242Mpa<[σH]=216.46Mpa 即齿面强度足够。 (8)热平衡校核,初步估计散热面积A 估算箱体的散热面积: S=1000P(1-η)/ad(t0-ta)=1000×3.932×(1-0.894)/15×(65-20)=0.617m2 其中,P为蜗杆传递功率,η为蜗杆传递效率,ad为箱体的表面传热系数,取15W/(m2·K);t0为油的工作温度,取65度;ta为周围空气温度,取20度。 (9)精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器。 从GB/T10089-1988圆柱蜗杆,蜗轮精度中选择8级精度,侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089-1988。 蜗杆与轴做成一体,即蜗杆轴。 蜗轮采用轮箍式,与铸造铁心采用H7/S6配合,并加抬肩和螺钉固定(螺钉选用6个)。 蜗轮蜗杆的配合面表面粗糙度,Ra的上限值取0.8um,用去除材料的方法获得表面粗糙度。 3.2低速级齿轮传动的设计计算 (1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)按图所示的传动方案,选斜齿圆柱齿轮传动。 2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度(GB10095-88)。 3)材料选择。 由《机械设计》表6-4选择小齿轮材料为45钢(调制),平均硬度为235HBS,大齿轮材料为45钢(正火)硬度为190HBS,二者硬度差为45HBS。 4)选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数Z2=i2Z1=2.09×24=50.16,取Z2=51.齿数比U=51/24=2.125。 5)初选螺旋角β=14°。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式(6-28) dif≥2(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3 1)确定公式内的各计算数值 1、试选载荷系数Kt=1.6 2、由《机械设计》表6-5选取区域系数ZH=2.433. 3、同理查得εα1=0.770,εα2=0.84;则εα1+εα2=1.61。 4、小齿轮传递的转矩 T1=T2=614.28N.m=614×103N.m=6.1428×105N.m 5、由《机械设计》表6-9款系数φd=1 6、由《机械设计》表6-6料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 7、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHLIM1=550Mpa;接触疲劳强度极限σHLIM2=390Mpa. 8、计算应力循环次数 N1=60n2jLh=5.521536×107 N1=N1/u=2.598×107 9、查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.98,KHN2=1.08 10、计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1. [σH]1=KHN1σHLIM1/S=0.98×550(MPa)=539Mpa [σH]2=KHN2σHLIM1/S=1.08×550(MPa)=421.2Mpa [σH]=[σH]1+[σH]2/2=539+421.2/2Mpa=480.1Mpa 2)计算 1、试算小齿轮分度圆直径dd1, dd1≥2(KtT1(u+1)/φdεαu[ZHZε/σH]2)1/3 =[2×1.6×6.1428×105(2.125+1)/1.633×2.125(2.433×189.8/480.1)2]1/3 =117.855mm 2、计算圆周速度v。 V=3.14×dn/60000=3.14×117.855×47.93/60000m/s=0.296m/s 因为V<6m/s,故取8级精度合适。 3、计算齿宽b及模数mnt。 b=φdd1t=1×117.855mm=117.855mm mnt=d1tcos14°/Z=117.855cos14°/24mm=4.76mm 4、齿高h=2.25mnt=2.25×4.76mm=10.71mm b/h=117.855/10.71=11。 5、计算纵向重合度εβ=0.318Φdz1tanβ=0.318×1×24×tanβ14°=1.903。 6、计算载荷系数K 由表查得: 使用系数KA=1;根据v=0.296m/s,8级精度。 动载荷系数KV=1.03;KHA=KFA=1.4;得8级精度、调质小齿轮相对支承非对称布置时: KHβ=1.15+0.18(1+0.6ψ2D)ψ2D+0.31×10-3×70.557=1.46 根据b/h=11、KHβ=1.46,由《机械设计》查表得KHβ=1.4。 故载荷系数K=KAKVKHβ=1×1.03×1.4×1.46=2.105. 7、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1=dif(K/KT)1/3=117.855×(2.105/1.6mm)1/3=129.14mm 8、计算模数mn=d1cos2β/z1=129.14×cos14°/24mm=5.22mm (3)按齿根弯曲疲劳强度设计 mt≥(2KT1YβCOS2βYFAYSA/ψDZ21εa) 1)确定计算参数 1、计算载荷系数 K=KAKVKFAKFβ=1×1.03×1.4×1.4=2.0188 2、根据纵向重合度εβ=1.903,从《机械设计》表查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。 3、计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27ZV2=Z2/cos3β=51/cos314°=55.83。 4、查取齿形系数及应力校正系数 由《机械设计》表查得YFA1=2.592,YFA2=2.319,YSA1=1.596,YSA2=1.717。 5、由《机械设计》图10-20和图10-20b按齿面硬度分别查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=380Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=325Mpa. 6、由《机械设计》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95,KFN2=0.96 7、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [σF]1=KFN1σFE1/S=257.857Mpa [σF]2=KFN2σFE2/S=222.857Mpa 8、计算大小齿轮的[σF]并加以比较 YFA1YSA1/[σF]1=2.592×1.596/257.857=0.016;YFA2YSA2/[σF]2=2.319×1.717/222.857=0.018,大齿轮的数值大。 2)计算(按大齿轮) mt≥[2KT1Yβcos2βYFAYSA/ψdz12εa[σF]]1/3=[2×2.0188×6.1428×103×0.88×cos214°×0.018/1×242×1.61]1/3=3.42mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,由于齿轮模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关。 故可取由弯曲强度算得的模数3.42mm并就近圆整为标准值mn=3.5mm,而按接触强度算得的分度圆直径d1=129.14mm重新修正齿轮齿数,z1=d1cosβ/mn=129.14×cos14°/3.5=35.8,取z1=36,则z2=i2z1=2.09×36=75.24,取z2=75.实际传动比i2=z2/z1=75/36=2.083,与原传动比基本一致。 (4)几何尺寸计算 1)中心距计算a=(z1+z2)mn/2cosβ=(36+75)×3.5/2cos14°=200.26mm,将中心距调整为200mm. 2)调整后的中心距修正螺旋角 Β=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(36+75)×3.5/2×200=13.772°=13°46′19″ 3)计算大小齿轮的分度圆直径 d1=z1mn/cosβ=36×3.5/cos13°46′19″=129.73 d2=z2mn/cosβ=75×3.5/cos13°46′19″=270.27 4)计算齿轮宽度b=Φdd1=1×129.73=129.73mm,取b=130mm,则: B2=130mm,B1=135mm. 5)齿轮结构设计 小齿轮1由于直径较小,采用齿轮轴结构;大齿轮2采用孔板式结构,结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算,齿轮传动的尺寸见下表: 名称 计算公式 结果 法面模数 mn 3.5 法面压力角 An 20° 螺旋角 β 13°46′19″ 齿数 z1z2 3675 传动比 i2 2.03 分度圆直径 d1d2 129.73270.27 齿顶圆直径 da1da2 136.73277.27 齿根圆直径 df1dd2 120.98261.52 中心距 a 200 齿宽 B1B2 135130 3.3小结 本章主要介绍了高速、低速齿轮的设计及其计算。 第四章轴的设计 4.1蜗轮轴的设计 (1)选择轴的材料,确定许用应力 因为为普通用途中小功率减速器,轴主要传递蜗轮的转矩。 故选轴的材料45号钢,调质处理。 查《机械设计》表9.1可知: σb=600MPa[σ]b-1=55Mpa (2)蜗轮轴上的功率PI=11.51kw 转速n1=960r/min 转矩T1=114.50N•㎜ 转距T2=1085.5
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